余丕亮，林曉波，唐明松

（桂林機床股份有限公司，廣西 桂林 541001）

數(shù)控滑枕床身銑床是單立柱側掛式結構，整機剛性略顯不足[1]，為此應用三維軟件和有限元分析軟件對其進行優(yōu)化設計，就成為提高強度和剛度以保證加工能力和精度的重要手段。

滑座是支持數(shù)控滑座床身銑床Y 向和Z 向移動的重要零件，其受力變形直接影響到滑枕和銑頭的精度，筆者以滑座來進行靜力結構分析，并進行優(yōu)化設計。

滑座裝配圖如圖1 所示。

伺服電機通過同步帶驅(qū)動滾珠絲桿轉動，使緊固在滑座上的螺母移動，從而實現(xiàn)滑座沿立柱導軌作Z 向移動，滑枕沿滑座導軌作Y 向移動。同時采用液壓平衡油缸來平衡滑座、滑枕、銑頭、變速箱等零件產(chǎn)生的重力。

ANSYS 是有限元分析的大型通用CAE 軟件，本文采用ANSYS Workbench 對滑座進行靜剛度分析。典型的ANSYS Workbench 包括3個步驟：創(chuàng)建有限元模型模型，施加載荷和約束并求解，結果分析和優(yōu)化[2]。

1 創(chuàng)建有限元模型

1.1 三維建模

本文采用Solid Works 軟件進行三維建模，為便于分析和計算，在建立實體模型時不考慮小尺寸的圓角和倒角。模型如圖2 所示。

圖2 滑座三維模型及載荷圖

1.2 導入三維模型

設置材料為HT300，彈性模量為120 GPa，泊松比0.25，密度7 250 kg/m3，抗拉強度290 MPa。

1.3 受力分析

滑座水平導軌面受滑枕、銑頭、變速齒輪等零件重力，總和為28 000 N，滑座自身重力G。啟動時總慣性力約1 000 N。平衡油缸液壓設定為7.5 MPa，油缸內(nèi)徑Ф 75 mm，可算出油缸座受拉力為33 117 N。絲桿螺母緊固在絲桿座上，設絲桿座支反力為F（受力分析如圖2 所示）。

1.4 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分是有限元分析處理的關鍵工作，網(wǎng)格劃分的好壞，將對計算過程和結果產(chǎn)生很大影響，其可分為自動網(wǎng)格劃分、映射網(wǎng)格劃分和拖拉掃掠網(wǎng)格劃分。

對復雜模型，采用自動網(wǎng)格劃分比較省時省力[3]。此滑座模型采用自動網(wǎng)格劃分，因形狀不規(guī)則，程序自動產(chǎn)生的是四面體網(wǎng)格（如圖3 所示）。

圖3 網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分后，得到模型節(jié)點數(shù)410 439個，單元數(shù)231 898個。

2 施加載荷和約束

2.1 輸入載荷和約束條件

按圖2 所示輸入載荷，導軌面上的載荷分布均勻。絲桿座上為全約束部位，F(xiàn) 不輸入，滑座自身重力G 由“Standard Earth Gravity”產(chǎn)生。絲桿座接觸面設置為全約束，與立柱接觸的垂直導軌面設置為Z 向“free”，X 向和Y 向自由度設置為0（如圖4 所示）。

圖4 載荷與約束

2.2 求解結果

如圖5、圖6 所示，最大總變形量為67 μm，最大等效應力為23.3 MPa。

圖5 總形變圖

圖6 總形變值和等效應力值

3 分析結果和優(yōu)化設計

顯然，初次設計的滑座，由于最大變形量過大，不符合設計要求，需進行改進。通過查看模型上的等效應力分布，可知絲桿座和油缸座是薄弱部位，側壁和內(nèi)腔剛度不足。

優(yōu)化方案為：增加4 處加強筋，加長油缸座和絲桿座，增大Z 向?qū)к壙缇嗪蛯挾取?/p>

優(yōu)化后的滑座如圖7 所示。

圖7 滑座改進圖

對其再次進行網(wǎng)格劃分，按前述條件輸入載荷和約束條件，并求解，得出總形變?nèi)鐖D8 所示，

圖8 總形變圖

等效應力值如圖9 所示。

圖9 總形變值和等效應力值

優(yōu)化設計后，最大總形變值為8.9 μm，符合設計要求。最大等效應力為8.05 MPa，遠小于材料極限強度290 MPa。

4 結束語

ANSYS Workbench 能快速對機床零件進行有限元分析，驗證模型結構的合理性和安全性，為優(yōu)化設計奠定基礎，降低設計和試驗成本。

[1]現(xiàn)代實用機床設計手冊編委會. 現(xiàn)代實用機床設計手冊[K].北京：機械工業(yè)出版社，2006.

[2]楊曉京，等.基于ANSYS 靜剛度分析的XK640 數(shù)控銑床關鍵零部件優(yōu)化設計[J].機床與液壓.2007，35(9)：42-43．

[3]李慶齡. ANSYS 中網(wǎng)格劃分方法研究[J]. 上海電機學院學報.2006，9(5)：28-29．